Расчет холодильного цикла

Расчет холодильного цикла. Температура а следовательно, и конечное давление сжатия компрессора р,, соответствующее этой температуре, выбираются сообразно температуре охлаждающей воды конденсатора, а именно на несколько градусов выше последней при воде 15°С можно полагать =20°С. Температура составляет в среднем — 10° С. Этим температурам соответствуют давления [c.333]

Подбор холодильных машин третьим методом вьшолняется на основании теплового расчета холодильного цикла машины при расчетном режиме. В ходе расчета определяется требуемая объемная подача компрессора, а затем по каталожным данным подбирают одну или несколько холодильных машин с фактической объемной подачей компрессора, несколько большей расчетной Этот метод наиболее точный. [c.106]

Рассмотрены тепловые, конструктивные и прочностные расчеты холодильных машин различных типов и их элементов. Даны примеры расчета циклов холодильных машин компрессионных паровых и газовых, абсорбционных и пароэжекторных, термоэлектрических. Приведены методика и примеры расчета компрессоров и аппаратов холодильных машин, а также метод приближенного технико-экономического сравнения машин разных ТИПОВ. [c.430]

Значения энтальпий для паров, газов и газовых смесей приводятся в технической и справочной литературе. Пользуясь этими данными, можно определять количество теплоты, участвующее в процессе при постоянном давлении. Энтальпия получила большое значение и применение при расчетах тепловых и холодильных установок и, как параметр состояния рабочего тела, значительно упрощает тепловые расчеты. Она позволяет применять графические методы при исследовании всевозможных термодинамических процессов и циклов. [c.66]

Изложены законы термодинамики и их приложение к анализу круговых процессов и циклов тепловых двигателей и холодильных установок. Рассмотрены задачи теплопроводности, конвективного теплообмена и теплового излучения, а также основы расчета теплообменных аппаратов. [c.2]

Давление воздуха в воздушных холодильных установках обычно невелико (как правило, не выше 500 кПа, т. е. 5 кгс/см ). С помощью воздушных холодильных установок температура в охлаждаемом объеме может поддерживаться в широком диапазоне. Поэтому при расчетах циклов воздушных холодильных установок воздух в общем случае следует рассматривать как реальный газ. Однако в тех случаях, когда температура в охлаждаемом объеме значительно выше критической температуры воздуха (последняя равна — 140,7° С, или 132,5 К), воздух можно считать идеальным газом с постоянной теплоемкостью. [c.431]

В табл. 13-1 для иллюстрации свойства различных хладоагентов приведены результаты расчета цикла парокомпрессионной холодильной установки с Ti = 30° С и 1 =—15° С при холодопроизводительности 13 942 кДж/ч (3 330 ккал/ч). В этой таблице приведены значения давления насыщенных паров хладоагентов при 30° С и при —15° С, значения холодильного коэффициента цикла и величины расходов хладоагента, необходимых для обеспечения заданной холодопроизводительности. В таблице приведено также отношение величины холодильного коэффициента цикла парокомпрессионной холодильной установки к величине холодильного коэффициента обратного цикла Карно, осуществляемого в том же интервале температур. [c.440]

Вычислим холодильный коэффициент цикла этой установки. Расчеты будем вести на 1 мм (т. е. а = 10 м ) площади сечения каждого электрода. В соответствии с уравнениями (12-19) и (12-20) [c.451]

Остановимся теперь на расчете энергетической эффективности наиболее распространенного в холодильной технике парового обратного цикла, принимая во внимание перечисленные выше источники потерь. [c.121]

Применим систему удельных перерасходов электроэнергии к регенеративным холодильным установкам. Для этого используем схему и цикл на рис. 3-13, а также данные табл. 3-3 из 3-5. Результаты расчета баланса энергии сведены в табл. 4-36, а на рис. 4-63 приведен баланс удельных расходов электроэнергии. [c.309]

После этого приводятся примеры расчета по диаграмме Т — 5 изобарного и адиабатного процессов. Эти весьма важные данные для тех лет были новыми, впервые приводившимися в русских учебниках по термодинамике. В последнем параграфе этой главы рассматриваются воздущные холодильные машины. Автор сначала описывает схему устройства этих машин и принцип их работы. Затем рассматривается их цикл и выводятся формулы температур воздуха (после сжатия и расширения), количества отнимаемой теплоты, количества воздуха и значение холодильного коэффициента. [c.196]

Прикладная часть сочинения (исследование циклов тепловых двигателей и холодильных установок) очень незначительна — ей непосредственно посвящается всего лишь 19 страниц (гл. 17). Изложение этой части книги очень сжатое, элементарное в ней рассматривается цикл Ренкина, выводится формула его к. п. д. Говоря о расчете по этой формуле термического к., п. д., автор сводит его к использованию табличных данных (о применении при этом диаграммы I— не упоминается). Не приводится автором и анализ полученной формулы к. п. д, [c.366]

В цикле аммиачной компрессионной холодильной машины компрессор всасывает из испарителя сухой насыщенный пар при давлении р1=2,363 бар и сжимает его до давления Р2= 11,665 бар, при этом энтальпия перегретого пара аммиака 2=1 895 кдж/кг. Определить холодильный коэффициент и работу сжатия в компрессоре в расчете на 1 кг хладагента. [c.81]

На основе чисто эксергетического, т. е. термодинамического, подхода невозможно прийти к выводу о необходимости введения новых теоретических циклов, если они будут обладать пониженным значением эксергетического КПД. Это еще раз подчеркивает крайнюю необходимость развития таких методов, в которых возможности расчета эксергетических потерь были бы использованы для проведения общего технико-экономического анализа теплоэнергетических и холодильных установок. [c.98]

Как показывают расчеты, при температуре около —80°С воздушная холодильная машина, работающая по регенеративному циклу, способна конкурировать с другими типами холодильных машин, в которых применяют пары низкокипящих веществ. В такой же мере целесообразно применение воздушного регенеративного цикла и в тепловом насосе для случая, когда требуется получать тепло при температуре около ПО—130°С. [c.148]

Коэффициент т]э можно выразить в виде функций физических параметров рабочего вещества, пользуясь известной в холодильной технике методикой Р. Планка. Если же считать, что выбор рабочего вещества для теплового насоса произведен рационально, т. е. так, чтобы верхняя температурная граница цикла была достаточно удалена от критической температуры, то можно при ориентировочных расчетах принять, что 113 — функция только разности температур Т—Т о) и практически одинакова для различных веществ. Расчеты показывают, что при изменении температуры испарения от - -10 до —10°С значения Т1э для разных веществ отличаются менее чем на 5%. [c.207]

Следует подчеркнуть то обстоятельство, что при проектировании теплонасосной установки очень важно предвидеть значение действительного коэффициента преобразования. В этом смысле предварительный расчет энергетических потерь имеет при проектировании теплонасосной установки большее значение, чем при проектировании холодильной машины, так как в последнем случае получение холода должно быть осуществлено путем совершения обратного цикла в первом же случае всегда возможен выбор иной системы теплоснабжения, не требующей реализации обратного кругового процесса (непосредственный электрообогрев либо теплоснабжение от котельных или ТЭЦ). Значительная ошибка в подсчете расхода энергии на начальной стадии проектирования может привести к неверным выводам относительно рациональности теплонасосной системы теплоснабжения по сравнению с другими системами. [c.209]

В рамках настоящего издания невозможно охватить весь накопленный материал о термодинамических и теплофизических свойствах, необходимый для расчета циклов, проектирования и оптимизации холодильных машин, энергетических установок и тепловых насосов, использующих хладоны в качестве теплоносителей или рабочих тел. Кроме того, всесторонне исследованы лишь немногие широко применяемые в технике хладоны, в то время как для многих соединений в литературе отсутствуют данные по некоторым необходимым свойствам. Обойти указанные трудности можно, лишь представляя свойства в форме уравнений, параметры которых могут быть определены либо непосредственно по экспериментальным данным, либо с помощью обобщенных методов и корреляций. Следует отметить, что представление информации в форме уравнений очень удобно для введения на ЭВМ. [c.127]

Указанные обстоятельства обусловливают необходимость разработки новых циклов, а также поисков и исследований новых перспективных рабочих тел энергетических установок. Недостатки схем с водяным паром в качестве рабочего тела могут быть в значительной мере устранены, если полностью или частично заменить водяной пар низкокипящими веществами, в частности шестифтористой серой [1, 2]. Технико-экономические расчеты [3, 4] показывают перспективность ее применения и в чистом виде, и в смесях с фреонами, также и в холодильных установках. [c.99]

Необходимо отметить, что выполнение расчетов циклов энергетических и холодильных установок существенно тормозится из-за недостаточности сведений по теплофизическим свойствам и, в частности, по сжимаемости шестифтористой серы. [c.99]

Применяемая в настоящее время методика расчета компрессоров позволяет произвести расчет машины для одной рабочей точки. В то же время серийно вьшускаемые холодильные компрессоры должны в соответствии с ГОСТом 6492—64 работать в широком интервале температур кипения и конденсации рабочего вещества. Из табл. 11 могут быть установлены температурные границы цикла для наиболее распространенных рабочих веществ. [c.99]

Степень термодинамического совершенства холодильных установок принято оценивать отношением холодильного коэффициента теоретического холодильного цикла е к холодильному коэффициенту обратного цикла Карно ео, осуществляемого в том же интервале температур. В табл. 9.3 приведены результаты расчетов цикла парокомпрессионной холодильной установки, работающей в диапазоне температур плюс 30 — минус 15 °С и обеспечивающей холодопронзводительность 3,87 кВт. [c.232]

Потери холода возникают также при использовании в циклах крионасосов, крионагнетателей, вследствие внутренних тепловыделений, например, при адсорбции, конверсии или окислении. При расчете холодильных установок потери холода вычисляются или принимаются по опытным данным. Для установок с существенно различающимися рабочими температурами значения потерь одного и того же вида различны. [c.316]

Как показывают расчеты, значение е цикла парокомпрессионной холодильной установки отличается от s холодильного цикла Карно значительно меньше, чем е цикла воздушной холодильной установки (численный пример приведен ниже). Таким образом, парокомпрессионная холодильная установка имеет по сравнению с воздушной холодильной установкой значительно более высокий холодильный коэффициент, а также обеспечивает ббльшую холодо-производительность. Следовательно, парокомпрессионная холодильная установка термодинамически более совершенна, чем воздушная холодильная установка, при малом температурном интервале. При большом температурном интервале выгоднее окажется газовая холодильная установка. [c.437]

И. С. Бадылькес Теория подобия термодинамических свойств холодильных агентов (1948) В. С. Мартыновский Термодинамический анализ холодильных циклов (1950) Н, Б. Варгафтик Теплопроводность жидкости и сжатых газов (1952) А. Г. Головиниев Некоторые задачи исследования тепловой работы поршневых дви1а-телей (1957) Г. А. Михайловский Термодинамические расчеты парогазовых смесей (1963). [c.332]

При температурах, более низких, чем — 15° С, холодильный коэффициент, как отмечалось выше, уменьшается, а необходимая степень сжатия возрастает. В табл. 5 и на фиг. 24 показан характер изменения теоретического (без учета потерь) значения холодильного коэффициента при понижении температуры испарения от О до —50° С для компрессионной аммиачной машины сухого сжатия. Для этих расчетов, как и для табл. 4, температура конденсации была произвольно выбрана равной 30° С (обычное практически используемое значение). Из табл. 5 видно, что с понижением холодильный коэффициент уменьшается до весьма малых значений более того, теоретический к. и. д. относительно цикла Карно в том же интервале температур tjoth. также уменьшается с понижением Т . Для машин влажного сжатия значения несколько выше, чем приведенные в таблице величины для машин сухого сжатия. [c.32]

Провести термодииамическнй расчет цикла Карно воздушной холодильной установки (рис. 12.6). Установка предназначена для поддержания в помеи ении температуры 20 °С при температуре окружающей среды 38 °С. Из эксплуатационных соображений давление в воздушных магистралях не должно превышать 500 кПа, а давление воздуха на входе в компрессор 98 кПа. Определить параметры цикла, холодильный коэффициент, холодильную мощность ]1 мощность привода компрессора, если расход воздуха при и. у. составляет 3000 м /ч. [c.160]

Расчеты показывают, что холодильный коэффициент е рассматриваемого цикла значительно вьше коэффициента е цикла воздущной холодильной установки. Так, при 1 = 30°С и <2 = —15 °С для аммиака е=4,85, для хладона-12 е = 4,72, а для обратного цикла Карно ек = = 5,74. [c.224]

В первой части пособия излагаются основные понятия и законы термодинамики, термодинамические свойства рабочих тел, анализ термодинамических процессов и циклов. Рассматриваются циклы тепловых двигателей и холодильных машин, приводится эксерготический анализ эффективности тепломеханических систем. Во второй части описываются явления теплопроводности, конвективного теплообмена и теплового излучения, даются основы теплового расчета теплообменных аппаратов. Изложение математической теории теплообмена и теории подобия в начале второй части пособия позволило обеспечить единый подход к рассмотрению задач теплопроводности и конвективного теплообмена и избежать повторений. [c.6]

Расчеты показывают, что при /4 == —10 °С и /3 = 30 °С холодильный коэффициент для аммиака бпк = 4,85, для фреона-12 епк = == 4,72, для углекислоты Бпк = 2,56 (для обратного цикла Карно при этих температурах екарно = 5, 74). [c.135]

В расчете рассмотрена неоднородная схема охлаждения, комплектуемая ABO и ХМ. Важное место в определении оптимальных систем охлаждения занимает выбор типа холодильных машин. В настоящее время в промышленности используют холодильные машины, работающие по следующим циклам парокомпрессионным, абсорбционнь1М и детандерным. [c.72]

При окончательном выборе холодильного оборудования критерием оптимальности является максимум утилизированной энергии для работы холодильных установок (табл. 12). Приведенные расчеты доказывают, что система охлаждения с установкой АТП5-8/1, работающая по парокомпрессионному циклу, по своим энергетическим показателям является более экономичной и эффективной (табл. 13), превосходит систему охлаждения с машинами АВХМ-4000/25. [c.76]

Что касается верхней температуры цикла парокомпресссионной холодильной установки то она примерно одинакова для циклов, осуществляемых с различными веществами, поскольку она определяется значением температуры охлаждающей воды, поступающей в конденсатор. Так же как и в конденсаторах теплоэлектростанций, в конденсаторах холодильников температура охлаждающей воды может изменяться в пределах от О до 30° С. В срздием в разного рода оценочных расчетах можно считать, что Г = 20° С, [c.437]

При различных тепловых расчетах в технике и при гпализе циклов энергетических установок (см. 5-9) интересуются не абсолютными значениями энтальпий, а их изменениями в соответствующих процессах, поэтому нулевое значение энтальпии в этих случаях выбирают условно при каких-либо значе иях температуры и давления. Обычно принимают / ) = 0 при 7 = 273,15 К ( = 0°С) и р = 0,101 МПа (760 мм рт. ст.), в холодильной технике иногда принимают энтальпию насыщенного пара при 7 = 273,15 К (/ = 0 С), равную 418,7 кДж/кг (100 ккал/кг). Строго говоря, начало отсчета энтальпии связано с началом отсчета внутренней энергии. В соответствии с международным согла-шеиие.м для воды за нулевое значение принимается значение внутренней энергии при температуре 273,16 К и давлении 0,0006108 МПа (0,006228 кгс см -) (тройная точка), тогда энтальпия в этой точке i = ри — 0,000611 кДж, кг (0,000146 ккал/кг). [c.184]

Отношение температур Гх/Гг (вместо температуры среды Го теперь следует брать температуру нагреваемого тела Гг) при таком совместном действии холодильной машины — теплового насоса значительно уменьшается, что приводит, как свидетельствует уравнение (6-9), к росту КПД Т1 обратного регенеративного цикла. Так, если условия работы комбинированной установки определяются температурами Гг=400 К и Гх=213К, то в соответствии с графиком, изображенным на рис. 6-7, при 0102=0,7 и Гх/Го=Гх/Гг=0,53 значение т]=ед/ек оказывается довольно большим (около 54%). Неизбежные потери от неполной регенерации, так же как и потери от сопротивлений в тракте, естественно, снизят значение бд/ек, однако и с учетом этих потерь эксергетический Кпд, как показывают расчеты, останется вполне удовлетворительным. [c.148]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...